一种车门自动开闭机构设计方法.pdf

一种车门自动开闭机构设计方法，它涉及一种开闭机构设计方法，特别是涉及一种自动开闭机构设计方法。它通过自动支撑杆系统的计算，设计计算过程会变得相对简单，因为每个参数都是受到空间环境的限制，这样通过简单尝试调整各个参数是能够很快得到系统设计的最优值的。计算出最优解以后，整套机构的设计很快得以完成。尽管实际受力情况非常复杂，但是通过公式计算是能够将其转化为人手操作力，从而带入Excel计算表格的。本发明与已有技术相比较的优点是：它能实现自动开关车门的目的，通过简单的计算，可以明确产品设计优化方向，一方面可以节省大量的样件试制及试验费用，另一方面可以大幅度缩短新产品的研发时间。

1.一种车门自动开闭机构设计方法，其特征在于它是通过自动
支撑杆系统的计算，使设计计算过程会变得相对简单，因为每个参数
都是受到空间环境的限制，这样通过简单尝试调整各个参数是能够很
快得到系统设计的最优值的。计算出最优解以后，整套机构的设计很
快得以完成。尽管实际受力情况非常复杂，但是通过公式计算能够将
其转化为人手操作力，从而带入Excel计算表格。
2.根据权利要求1所述的一种车门自动开闭机构设计方法，其
特征在于它是在车身侧围上增加安装撑杆系统，该系统由电机、减速
箱、曲柄、撑杆及相应的球头铰链、安装支架组成。

一种车门自动开闭机构设计方法

技术领域：

本发明涉及一种开闭机构设计方法，特别是涉及一种车门自动开闭机构设计方法。

背景技术：

随着国内汽车产业的发展，用户对驾驶舒适性的要求进一步提高，汽车车门自动开闭功能越来越成为用户关注的焦点。但车门开闭机构如何设计计算，仍然是一个难点。

发明内容：

本发明的目的是提供一种车门自动开闭机构设计方法，在原来尾门双侧气撑杆的基础上，再增加一套机构使其能够使用电动机构来代替人手操作，以实现自动开关车门的目的。这是一种参数化的车门开闭机构设计计算方法，并且把这个方法集成到Excel表格里，使之具有直观性强、易操作、可靠性好的优点。通过简单的计算，可以明确产品设计优化方向，一方面可以节省大量的样件试制及试验费用，另一方面可以大幅度缩短新产品的研发时间。

为了解决背景技术所存在的问题，本发明是采用以下技术方案：在车身侧围上增加安装撑杆系统，该系统由电机、减速箱、曲柄、撑杆及相应的球头铰链、安装支架组成。车门开启时，电机及减速箱输出扭矩使得曲柄顺时针方向旋转，推动撑杆向上，继而在球头铰链位置推动车门围绕车门铰链轴线顺时针旋转，一直到车门止点停止，车门开启完成；车门关闭时，电机及减速箱输出扭矩使得曲柄逆时针方向旋转，拉动撑杆向下，继而在球头铰链位置拉动车门围绕车门铰链轴线逆时针旋转，一直到车门完全闭合，车门关闭完成。

通过自动支撑杆系统的计算，设计计算过程会变得相对简单，因为每个参数都是受到空间环境的限制，这样通过简单尝试调整各个参数是能够很快得到系统设计的最优值的。计算出最优解以后，整套机构的设计很快得以完成。尽管实际受力情况非常复杂，但是通过公式计算是能够将其转化为人手操作力，从而带入Excel计算表格的。

本发明与已有技术相比较的优点是：它在原来尾门双侧气撑杆的基础上，再增加一套机构使其能够使用电动机构来代替人手操作，以实现自动开关车门的目的。这是一种参数化的车门开闭机构设计计算方法，并且把这个方法集成到Excel表格里，使之具有直观性强、易操作、可靠性好的优点。通过简单的计算，可以明确产品设计优化方向，一方面可以节省大量的样件试制及试验费用，另一方面可以大幅度缩短新产品的研发时间。

附图说明：

图1为本发明的人手操作力值曲线图；

图2为本发明的几何分析中简化后的几何分析图；

图3为本发明的力学分析中简化后的几何分析图；

图4为本发明的车门的受力情况复杂图；

图5为本发明的气弹簧的力值曲线。

具体实施方式：

为了使本发明的目的、技术方案及优点更加清楚明白，以下结合附图及具体实施方式，对本发明进行进一步详细说明。应当理解，此处所描述的具体实施方式仅用以解释本发明，并不用于限定本发明。

本具体实施方式如下，在车身侧围上增加安装撑杆系统，该系统由电机、减速箱、曲柄、撑杆及相应的球头铰链、安装支架组成。车门开启时，电机及减速箱输出扭矩使得曲柄顺时针方向旋转，推动撑杆向上，继而在球头铰链位置推动车门围绕车门铰链轴线顺时针旋转，一直到车门止点停止，车门开启完成；车门关闭时，电机及减速箱输出扭矩使得曲柄逆时针方向旋转，拉动撑杆向下，继而在球头铰链位置拉动车门围绕车门铰链轴线逆时针旋转，一直到车门完全闭合，车门关闭完成，实现自动开关车门。

人手操作力值曲线图如图1所示，在原来尾门双侧气撑杆的基础上，增加一套机构使其能够使用电动机构来代替人手操作，以实现自动开关车门的目的。

设计分析中，可获取的已知输入条件有车身环境数据、车门重心坐标/重量、车门铰链轴线、车门开闭角度/姿态、人手操作力值曲线、气撑杆特性曲线；需要设计输出的内容有电机及减速箱输出扭矩、曲柄轴线坐标、曲柄长度、撑杆长度、撑杆球头铰链球心坐标、各杆件承受的最大力值；设计计算模型的简化有曲柄及撑杆自身重量及中心位置不带入运动力值计算、过程中的摩擦及传动效率损失统一给一个系数、运动过程中的计算，简化为车身轴系X-Z平面内进行、几何分析中的简化。

几何分析中简化后的几何分析图如图2所示，A为车门铰链轴线投影点、B为撑杆球铰点、C为曲柄与撑杆球铰点、D为曲柄轴线投影点、E为人手操作点、L1为铰接点B到背门固定点A的长度、L2为曲柄CD的长度、L3为撑杆BC的长度、L4为固定杆AD的长度、LBD为线段BD的长度、Ls为人手操作力臂的长度、θ为AE和y轴的夹角、φ为AD和y轴的夹角、θ1为BE和BC的夹角、θ2为DC的法线和BC的夹角、θ11为BD和BC的夹角、θ12为AB和BD的夹角。

根据几何关系可得

L 4 = x 2 + y 2 - - - ( 2 ) ]]>

在ΔABD中，利用余弦定律

则要求才能构成符合要求的三角形

即：且以后的公式都应满足此条件

在ΔBCD中，利用余弦定律

L BD 2 = L 2 2 + L 3 2 - 2 L 2 L 3 cps ( π 2 - θ 2 ) - - - ( 4 ) ]]>

利用(1)，(2)，(3)，(4)得到

即： sin θ 2 = L 2 2 + L 3 2 + 2 L 1 x 2 + y 2 cos ( θ + arctan x y ) - L 1 2 - x 2 - y 2 2 L 2 L 3 - - - ( 5 ) ]]>

由三角函数关系，且

cos θ 2 = 1 - sin θ 2 = 1 - ( L 2 2 + L 3 2 + 2 L 1 x 2 + y 2 cos ( θ + arctan x y ) - L 1 2 - x 2 - y 2 2 L 2 L 3 ) 2 - arctan x y < θ < π - arctan x y - - - ( 6 ) ]]>

由图可知，θ₁+(θ₁₁+θ₁₂)＝π(7)

可得：sinθ₁＝sin(θ₁₁+θ₁₂)＝sinθ₁₁cosθ₁₂+cosθ₁₁sinθ₁₂

下面的运算是求出sinθ₁₁cosθ₁₂cosθ₁₁sinθ₁₂

在ΔBCD中，利用余弦定律

sin θ 11 = 1 - cos 2 θ 11 = 1 - [ L 3 2 + L 1 2 + x 2 + y 2 - 2 L 1 x 2 + y 2 cos ( θ + ac tan x y ) - L 2 2 ] 2 4 L 3 2 [ L 1 2 + x 2 + y 2 - 2 L 1 x 2 + y 2 cos ( θ + ac tan x y ) ] - - - ( 9 ) ]]>

在ΔABD中，利用正弦定律

sin θ 12 L 4 = sin ( θ + arctan x y ) L BD ]]>

sin θ 12 = x 2 + y 2 sin ( θ + arctan x y ) L 1 2 + x 2 + y 2 - 2 L 1 x 2 + y 2 cos ( θ arctan x y ) - - - ( 10 ) ]]>

在ΔABD中，利用余弦定律

cos θ 12 = L 1 2 + L BD 2 - L 4 2 2 L BD L 1 = L 1 2 - L 1 x 2 + y 2 cos ( θ + arctan x y ) L 1 L 1 2 + x 2 + y 2 - 2 L 1 x 2 + y 2 cos ( θ + arctan x y ) - - - ( 11 ) ]]>

由(7)(8)(9)(10)(11)得到

sin θ 1 = 1 - [ L 3 2 + L 1 2 + x 2 + y 2 - 2 L 1 x 2 + y 2 cos ( θ + ac tan x y ) - L 2 2 ] 2 4 L 3 2 [ L 1 2 + x 2 + y 2 - 2 L 1 x 2 + y 2 cos ( θ + ac tan x y ) ] · L 1 2 - L 1 x 2 + y 2 cos ( θ + arctan x y ) L 1 L 1 2 + x 2 + y 2 - 2 L 1 x 2 + y 2 cos ( θ + arctan x y ) + L 3 2 + L 1 2 + x 2 + y 2 - 2 L 1 x 2 + y 2 cos ( θ + arctan x y ) - L 2 2 2 L 3 L 1 2 + x 2 + y 2 - 2 L 1 x 2 + y 2 cos ( θ + arctan x y ) · x 2 + y 2 sin ( θ + arctan x y ) L 1 2 + x 2 + y 2 - 2 L 1 x 2 + y 2 cos ( θ + arctan x y ) - - - ( 12 ) ]]>

力学分析中简化后的几何分析图如图3所示，Tm为电机输出扭矩、Tz为曲柄输出力矩、F3为曲柄回转方向受力、F2为撑杆的推力、F1为撑杆B点旋转切向力、F11为尾门旋转方向受撑杆的力(F1＝-F11)、P4为人手操作力、P5为背门开启等效阻力(P5＝-P4)、λ为齿轮传动效率、K为齿轮减速比。

T m = T z λK - - - ( 13 ) ]]>增矩减速

T z = F 3 L 2 1000 - - - ( 14 ) ]]>对L2固定点取矩

F₃＝F₂cosθ₂(15)平行四边行法则

F₁＝F₂sinθ₁(16)平行四边行法则

对尾门固定点取矩，得

F₁₁L₁＝P₅L_s

即：F₁L₁＝P₄L_s(17)

综上可得 T m = P 4 L s L 2 cos θ 2 1000 λ KL 1 sin θ 1 - - - ( 18 ) ]]>

等式右侧参数均是变量，利用(6)(12)和输入值带入(18)就可求出Tm。

自动支撑杆系统计算如下：

因为已做好表格工具，设计计算过程相对简单。因车身侧围环境具备、电机及减速箱体积可凭经验估算，可以预先将其布置在合适位置，取曲柄轴线(减速箱输出端)相对于车门铰链轴线的相对坐标X/Y，输入表格，在尾门窗框中上端选择合适位置预先布置推杆球头铰链，取其距离车门轴线距离L1，输入表格，L2/L3曲柄和推杆长度在一定范围内取值、θ根据实际车门开启角度区间，间隔5度取值，这样可以模拟车门整个过程，查询人手操作力值曲线，根据不断变化的θ输入对应的P4人手操作力，观察整个运动过程中，各杆件的力值变化情况，并评估潜在的电机及减速箱是否满足需求。

综上所述，因为每个参数都是受到空间环境的限制，这样通过简单尝试调整各个参数是能够很快得到系统设计的最优值的。计算出最优解以后，整套机构的设计很快得以完成。

在以上的研究中，对车门的受力情况做了适当的简化。如果还原较为复杂的情况，可以参考图4，D为气弹簧固定点、F为气弹簧与尾门铰接点、E为尾门重心、G为尾门重力、P4为背门开启操作力，力臂为Ls、Ls＝AC、Fg为气弹簧作用力、Lg为Fg力臂，Lg＝AI，设AH＝p，FH＝q，AB＝d，BE＝e。

对A点取矩，得

P₄L_s-G(ecosθ+dsinθ)+F_gL_g＝0(19)

在三角形AFD中，由余弦定律得

DF = p 2 + q 2 + a 2 + b 2 - 2 p 2 + q 2 a 2 + b 2 cos ( θ + arctan a b - arctan q p ) - - - ( 20 ) ]]>

在三角形AFD中，由面积关系得

DF · L g = sin ( θ + arctan a b - arctan q p ) p 2 + q 2 a 2 + b 2 - - - ( 21 ) ]]>

即：

L g = sin ( θ + arctan a b - arctan q p ) p 2 + q 2 a 2 + b 2 p 2 + q 2 + a 2 + b 2 - 2 cos ( θ + arctan a b - arctan q p ) p 2 + q 2 a 2 + b 2 - - - ( 22 ) ]]>

由(19).(20).(21)得

P 4 = G ( e cos θ + d sin θ ) L s - sin ( θ + arctan a b - arctan q p ) p 2 + q 2 a 2 + b 2 p 2 + q 2 + a 2 + b 2 - 2 cos ( θ + arctan a b - arctan q p ) p 2 + q 2 a 2 + b 2 · F g L s - - - ( 23 ) ]]>

其中气弹簧的力值曲线Fg是可以通过测量或厂家技术资料得到的，如图5所示。

由以上可以得出，尽管实际受力情况非常复杂，但是通过公式计算是能够将其转化为P4人手操作力，从而带入以上Excel计算表格的。同样的，本设计方法并不局限于尾门结构的设计，车辆门盖等需要使用四连杆机构进行启闭的结构设计均可以采用上述方法。

以上所述仅用以说明本发明的技术方案而非限制，本领域普通技术人员对本发明的技术方案所做的其它修改或者等同替换，只要不脱离本发明技术方案的精神和范围，均应涵盖在本发明的权利要求范围当中。